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WO2000049312A1 - Hydrodynamisch, mechanisches mehrgangverbundgetriebe - Google Patents

Hydrodynamisch, mechanisches mehrgangverbundgetriebe Download PDF

Info

Publication number
WO2000049312A1
WO2000049312A1 PCT/EP2000/001371 EP0001371W WO0049312A1 WO 2000049312 A1 WO2000049312 A1 WO 2000049312A1 EP 0001371 W EP0001371 W EP 0001371W WO 0049312 A1 WO0049312 A1 WO 0049312A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
speed
planetary gear
hydrodynamic
mechanical
gear set
Prior art date
Application number
PCT/EP2000/001371
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Gerhard Meier-Burkamp
Franz Hertrich
Original Assignee
Voith Turbo Gmbh & Co. Kg
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Voith Turbo Gmbh & Co. Kg filed Critical Voith Turbo Gmbh & Co. Kg
Priority to DE50011549T priority Critical patent/DE50011549D1/de
Priority to EP00916850A priority patent/EP1080321B1/de
Priority to AU38051/00A priority patent/AU3805100A/en
Priority to US09/673,539 priority patent/US6685593B1/en
Priority to JP2000600022A priority patent/JP2002537528A/ja
Priority to AT00916850T priority patent/ATE309491T1/de
Publication of WO2000049312A1 publication Critical patent/WO2000049312A1/de

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
    • F16H47/06—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type
    • F16H47/08—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion
    • F16H47/085—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion with at least two mechanical connections between the hydraulic device and the mechanical transmissions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • F16H3/663—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with conveying rotary motion between axially spaced orbital gears, e.g. RAVIGNEAUX
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/202—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the type of Ravigneaux set
    • F16H2200/2025—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the type of Ravigneaux set using a Ravigneaux set with 5 connections

Definitions

  • the invention relates to a hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmission, in particular with the features from the preamble of claim 1.
  • Hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmissions comprising a hydrodynamic speed / torque converter and a mechanical transmission part, are known in a large number of designs.
  • the publication DE 36 04 393 C2 discloses a hydrodynamic
  • Multi-speed compound transmission comprising a torque converter and a manual transmission connected in series with it.
  • the manual transmission comprises two planetary gear sets, the pianetrainers of the two planetary gear sets being coupled to one another and forming the output of the manual transmission.
  • Planetary gear sets can be kept low with such an arrangement and, with the corresponding assignment of switching devices, at least three gear stages can be realized, which are kept very short when viewed in the axial direction.
  • the hydrodynamic speed / torque converter comprises a pump wheel, a turbine wheel and two guide wheels - a first guide wheel and a second guide wheel, wherein means are provided which enable the turbine wheel and the first guide wheel to be coupled to the mechanical transmission part in the form of the manual transmission.
  • the total transmission input shaft can be coupled either via the hydrodynamic speed / torque converter and thereby via the turbine wheel to the sun wheel of the one planetary gear set of the mechanical transmission part, or directly via a so-called lock-up clutch.
  • the first idler wheel is connected via a freewheel to the sun gear of the other second planetary gear set of the mechanical transmission part.
  • CONFIRMATION COPY Gear ratio and the gear ratio of the mechanical transmission part are changed by switching the transmission path of the torque emanating from the first stator shaft, by the optional actuation of clutch and / or braking devices that either fix the first stator shaft or a coupling of the first stator shaft with enable the turbine shaft and thus the first sun gear of the first planetary gear set.
  • a hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmission for realizing five gear steps can be found in the document JP 09079346 A.
  • This comprises a hydrodynamic transmission part in the form of a hydrodynamic speed / torque converter with a pump wheel, a turbine wheel and a stator arranged in between, and a manual transmission connected in series therewith.
  • the manual transmission also comprises two planetary gear sets, the planet carriers of the two planetary gear sets being coupled to one another and forming the output of the manual transmission.
  • the idler is supported by a freewheel on the planetary gear sets.
  • Planetary gear set which each in the converter gears Turbine torque with a translation on the two planetary gear sets.
  • the power transmission via the hydrodynamic speed / torque converter is only used during the starting process and partly in the first lower gear. This takes place in the remaining area of the operating area
  • Power transmission stepless, torque-converting, elastic, wear-free and vibration-damping.
  • specific requirements are placed on the transmission behavior even during the start-up process.
  • a certain behavior in particular a certain power consumption by the pump wheel of the hydrodynamic speed / torque converter, is desired during the starting process. Because of the coupling between the stator of the hydrodynamic speed / torque converter and the planetary gear sets coupled together via their webs, this becomes
  • connection of the additional planetary gear set is also structurally very complex and must be taken into account when designing the transmission. Especially when using standardized speed / torque conversion units the additional arrangement or connection of the planetary gear set can cause problems.
  • the invention is therefore based on the object of further developing a transmission of the type mentioned in such a way that it is able to meet the existing application requirements, in particular in the starting area, even more optimally, the advantages of the low weight and the small size being intended to be maintained.
  • the transmission is said to be particularly suitable for use in drive trains of vehicles or other areas of application, and in addition to the advantages of hydrodynamic power transmission, it is also intended to ensure that the drive machine starts up much more easily. Furthermore, a reduction in the design effort and the cost of the transmission must be taken into account.
  • the hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmission comprises a first hydrodynamic transmission part and a further second mechanical transmission part.
  • the mechanical transmission part has at least two planetary gear sets for realizing at least three gear stages - a first planetary gear set and a second planetary gear set - which are constructed and designed such that one element of the first
  • Planetary gear set and the second planetary gear set can be coupled at least indirectly to the transmission input shaft or an element of the hydrodynamic speed / torque converter, and in each case a further second element of the first planetary gear set is rotatably coupled to a further second element of the second planetary gear set and this
  • the hydrodynamic speed / torque converter of the first hydrodynamic transmission part is designed as a single-stage, two-phase hydrodynamic speed / torque converter. This includes an impeller, a turbine wheel and a stator.
  • the guide wheel is connected to the first planetary gear set via a transmission element with a fixed support point or a freewheel.
  • the turbine wheel of the hydrodynamic speed / torque converter is also connected in a rotationally fixed manner to the second planetary gear set, i.e. the coupling is free of interposed or intermittent speed / torque conversion devices.
  • this version too, is used in a drive train, in particular for use in vehicles
  • Reducing the energy consumption of a drive machine during the start-up process in a drive train over at least a partial area of the start-up process lowers the power which can be absorbed by the pump wheel by changing the swirl of the flow when passing from the guide wheel to the pump wheel.
  • the change in swirl is preferably by the
  • Speed ratio between the stator and turbine wheel is greater than in the conventional transmission design according to JP 09079346 A.
  • the solution according to the invention offers the advantage of using a cheaper converter and thus reducing the overall costs for the hydrodynamic-mechanical compound transmission. Since the idler of the Converter does not support the torque on the shaft fixed to the housing, but acts on the first planetary gear set of the mechanical transmission part, the output torque of the hydrodynamic speed / torque converter is increased. As the turbine speed of the hydrodynamic converter increases, the speed of the
  • M p M x ⁇ (rc u ) can be calculated is lowered.
  • the absorption power of the pump is determined from the product of the absorbed pump torque M P and the rotation acceleration &). Due to the opposite drive of the stator to the direction of rotation between
  • the pump and turbine wheel experience a change in swirl when they pass from the stator to the pump wheel, which is the cause of the change in the power consumption behavior of the pump wheel. Furthermore, the start-up conversion is increased with this solution as with other converter designs, but it is crucial that the output torque at
  • Turbine wheel remains unchanged compared to conventional solutions, this effect being achieved by the simultaneous presence of a reduction in the torque absorbed by the pump wheel and a higher start-up conversion. This enables the drive machine to be considerably relieved while providing the same output torque, although a correspondingly high starting torque is nevertheless desired. If one considers the dimensionless performance indicator ⁇ for a hydrodynamic speed-speed converter with a stator wheel driven in the opposite direction according to the invention, the load on the drive machine changes with the turbine speed and thus, depending on its characteristics, to a different drive speed or to a different drive torque.
  • the coupling of the two planetary gear sets - first planetary gear set and second planetary gear set - is preferably implemented with respect to one of its gear elements in such a way that gear elements of the same type are coupled to one another.
  • Planetary gear set which is rotatably connected to a gear element of the second planetary gear set, each formed by the planet carrier of the associated planetary gear set.
  • the first input which is coupled to the sun gear of the first planetary gear set, is connected via a freewheel to the guide wheel of the hydrodynamic speed / torque converter.
  • the sun gear of the second planetary gear set is preferably connected to the turbine wheel shaft, which either via the hydrodynamic speed / torque converter or the Bridging clutch can be coupled to the transmission input shaft.
  • the output of the mechanical speed / torque converter can either be directly with the output of the transmission or another mechanical speed / torque conversion device in the form of a mechanical additional switching stage, which in turn with the output or
  • Transmission output shaft is connected to be coupled.
  • Switching devices in the form of braking devices and clutch devices are provided for realizing the individual gear stages, these preferably being designed in the form of plates.
  • Switching devices must be operated in accordance with the desired gear and the gear ratio available.
  • a transmission control is preferably provided.
  • a first braking device is used to determine the stator shaft and thus the sun gear of the first planetary gear set.
  • a second braking device is used to determine the ring gear of the first planetary gear set and a third braking device is used to determine the ring gear of the second planetary gear set of the mechanical speed / torque converter.
  • Another fourth braking device is used
  • a first coupling element is used to implement the rotationally fixed connection of the sun gear of the first planetary gear set and the sun gear of the second planetary gear set.
  • the secondary stage is arranged in the direction of power flow from the transmission input shaft to the transmission output shaft, spatially behind the mechanical speed / torque converter, there is the possibility of realizing power take-offs in a simple manner.
  • Speed / torque converter forms a first basic configuration, which is characterized by the implementation of a multi-speed transmission, in particular a six-speed transmission with a simultaneous reduction in installation space, in particular with a constant installation space requirement compared to the basic transmission (3-speed transmission).
  • the post-switching stage is preferably also constructed in the form of a simple planetary gear, but only one switching element in the form of the fourth braking device is used, which serves to lock the sun gear. Otherwise, the web of the mechanical additional switching stage is coupled to the web of the mechanical speed / torque converter. This makes it possible to switch three of the gear stages without actuating a switching element
  • the output of the secondary set is formed by the ring gear. This is in drive connection with other speed / torque transmitting elements, for example with a spur gear or, depending on the design of the toothing of the ring gear, also a bevel gear. When designing the gear unit, the resulting gear ratios must be included.
  • Fig. 1 illustrates a schematically simplified representation of a transmission designed according to the invention
  • FIG. 2 illustrates a possible mode of operation of the transmission shown in FIG. 1 on the basis of a circuit diagram
  • Fig. 3 illustrates mutually opposed converter characteristics for the transmission designed according to the invention and the generic transmission;
  • Fig. 4 illustrates a section of a designed according to the invention
  • FIG. 1 illustrates in a schematically simplified representation the design of a transmission designed according to the invention in axial section.
  • the transmission unit is designed as a hydrodynamic-mechanical compound transmission 1.
  • the hydrodynamic-mechanical compound transmission 1 comprises a first hydrodynamic transmission part 2 in the form of a hydrodynamic speed
  • the mechanical transmission part 4 comprises a mechanical speed / torque converter 5 and a group set downstream thereof in the direction of force flow in traction mode.
  • the mechanical speed / torque wall ier 5 is designed as a modified Ravigneaux planetary gear set. This comprises a first planetary gear set 7 and a second planetary gear set 8, which have a shared planet carrier 9. This represents the coupling between a gear element of the first and the second planetary gear set.
  • the first planetary gear set 7 comprises a sun gear 7.1, planet gears 7.2 and a ring gear 7.3.
  • the second planetary gear set 7 comprises a sun gear 7.1, planet gears 7.2 and a ring gear 7.3.
  • Planetary gear set 8 comprises a sun gear 8.1, planetary gears 8.2 and a ring gear 8.3.
  • the group set 6 comprises at least one planetary gear set 10, which has a sun gear 10.1, planet gears 10.2, a ring gear 10.3 and a web 10.4.
  • the hydrodynamic speed / torque converter 3 is According to the invention carried out in one stage and two phases. This means that this can only be used in one turbine stage.
  • the hydrodynamic speed / torque converter 3 comprises a turbine wheel T, a pump wheel P and a stator L.
  • the pump wheel P is connected to a transmission input shaft E, which can be coupled at least indirectly to a drive machine serving to drive the drive, preferably to a flywheel 12 of an internal combustion engine such that the force is transmitted from the flywheel 12 to the pump wheel P.
  • the turbine wheel T is rotatably connected to a turbine wheel shaft 13.
  • Torque transmission with lock-up clutch to be used, which would be the following: automatic stepless adjustment of the ratio between the input and output speed according to the load on the output side
  • the hydrodynamic speed / Torque converter 3 used only in the lower gear stages, preferably only during the starting process, for power transmission. To improve the transmission efficiency, the hydrodynamic speed / torque converter 3 is therefore removed from the power transmission, preferably by bypassing.
  • a lock-up clutch 14 is arranged between the turbine wheel T and the flywheel 12 or the transmission input shaft.
  • the stator L is arranged between the turbine wheel T and the pump wheel P and is supported by a freewheel.
  • the stator L is with a
  • Stator shaft 15 can be connected in a rotationally fixed manner, a freewheel 16 being provided between the stator L and the stator shaft 15, which is designed such that it transmits a moment to the stator shaft 15 when the stator rotates in the opposite direction, i.e. in the opposite direction of rotation to the turbine wheel T and which idles when the stator L in normal
  • the stator L of the hydrodynamic converter 3 thus acts on the stator shaft 15, which is coupled to the first planetary gear set 7, and thereby increases the output torque of the converter.
  • the speed of the stator L also increases in the opposite direction. In conjunction with the subsequent planetary gear sets 7 and 8, this leads to an increase in the starting conversion and an improvement in the efficiency in the starting area.
  • the pump wheel P is rotatably connected to a pump wheel shaft 19 which is rotatably supported by a bearing in the housing 11.
  • the individual elements of the hydrodynamic-mechanical are used to implement the individual gear stages and design the individual gears
  • Compound gear 1 assigned switching elements. Between the A first clutch device K1 and a first brake device B1 are provided for the hydrodynamic transmission part 2 and the mechanical transmission part 4.
  • Turbine gear shaft 13 is coupled to the sun gear 8.1 of the second planetary gear set 8 of the mechanical speed / torque converter 5.
  • the turbine wheel T and the sun wheel 8.1 of the second planetary gear set 8 are preferably arranged on a common shaft, here the turbine wheel shaft 13, and the turbine wheel shaft 13 also carries the clutch disc 20 of the first clutch K1.
  • the first clutch K1 also has a clutch disc 21 which is coupled to the stator shaft 15.
  • the stator L can be connected via the stator shaft 15 to the sun wheel 7.1 of the first planetary gear set 7 of the mechanical speed / torque converter 5.
  • Stator shaft 15 is designed as a hollow shaft which surrounds the turbine wheel shaft 13 in the circumferential direction.
  • a preferably disc-shaped element 22 is connected to the clutch disc 21 of the first clutch K1 and forms a structural element with it
  • the first braking device B1 is used to fix the stator L via the stator shaft 15 and / or the first sun gear 7.1 of the first planetary gear set 7 of the mechanical speed / torque converter 5.
  • Further switching elements here the switching elements in the form of braking devices B2 and B3, are individual planetary gear sets 7 and 8 of the mechanical speed / torque converter 5 assigned.
  • the second braking element B2 is assigned to the ring gear 7.3 of the first planetary gear set 7
  • the third braking element B3 is assigned to the ring gear 8.3 of the second planetary gear set 8 of the mechanical speed / torque converter 5.
  • the Coupling the mechanical speed / torque converter 5 with the transmission input shaft E via the hydrodynamic speed / torque converter 3 or bypassing it via the lock-up clutch 14 takes place by coupling the turbine wheel T or the turbine wheel shaft 13 to a first one
  • the first gear element of the mechanical speed / torque converter 5 here is the sun gear 8.1 of the second planetary gear set 8.
  • the second gear element of the mechanical speed / torque converter 5 here is the sun gear 8.1 of the second planetary gear set 8.
  • the transmission element acts as the sun gear 7.1 of the first planetary gear set 7.
  • Another third gear element is via the group set 6 connected to the transmission output shaft A.
  • the third gear element of the mechanical speed / torque converter 5 is connected to the input, which is formed by a first gear element of the group set 6. This is preferred
  • the first gear element of the group set 6 is formed by its planet carrier 10.4.
  • a second gear element of the group set 6 is rotatably connected to the gear output shaft A of the hydrodynamic-mechanical compound gear 1.
  • the ring gear 10.3 of the planetary gear set 10 of the group set 6 functions as the second gear element.
  • Group set 6 each assigned a further clutch device, here the second clutch device K2 and a further brake device, here the fourth brake device B4.
  • the fourth braking element serves to lock the sun gear 10.1 of the group set 6.
  • the second coupling device K2 enables the rigid coupling between the
  • a hydrodynamic retarder R is provided in the transmission 1, which acts at least indirectly on the transmission output shaft A. Spatially, the hydrodynamic retarder R is arranged between the hydrodynamic speed / torque converter 3 and the mechanical speed / torque converter 5. The hydrodynamic retarder R acts on the mechanical speed / torque converter 5 and the rear connection set 6
  • FIG. 2 illustrates a possible one using a circuit diagram
  • Speed / torque converter 5 is carried out by further speed / Torque conversion via the group set 6 to the output shaft A of the mechanical-hydrodynamic compound transmission 1.
  • the changeover to the fourth gear stage takes place by releasing the fourth brake device B4 and actuating the second clutch device K2.
  • the switching devices in the basic transmission remain operated in the same way as in the third gear.
  • the gearshift changes to fifth gear.
  • the fifth gear stage only the first clutch device and the second clutch device K1 and K2 are actuated.
  • the turbine wheel shaft 13 rotates analogously in the same direction as the stator shaft 15.
  • the second clutch device K2 is released and the fourth brake device is actuated.
  • the power is transmitted in gear 6 directly from the transmission input shaft E to the turbine wheel shaft 13 and thus to the mechanical speed / torque converter 5.
  • the hydrodynamic speed / torque converter 3 is bridged by means of the lock-up clutch 14. The power is then transmitted directly from the transmission input shaft E to the turbine wheel shaft 13 and thus to the mechanical speed / torque converter 5.
  • the hydrodynamic speed / torque converter is therefore only used in 1st and 2nd gear.
  • the three basic gear stages are thus split into two partial gear stages by the group set 6, so that ultimately a multi-gear transmission is created, in the illustrated case a six-speed transmission. In particular, this is achieved by alternately actuating the switching devices on group set 6.
  • the power applied by the mechanical speed / torque converter 5 to its output shaft is transmitted to the transmission output shaft A with a transmission ratio of 1.
  • the second sub-level which in each case follows the first partial gear stage, there is a translation from the speed present at the output of the mechanical speed / torque converter 5 to group set 6.
  • FIG. 3 illustrates on the basis of a diagram the transmission behavior of a hydrodynamic-mechanical compound transmission 1 designed according to the invention compared to a transmission with a hydrodynamic speed / torque converter with two guide wheels in the starting area.
  • the efficiency and the conversion are plotted against the speed ratio in a diagram.
  • the corresponding characteristic curves for a single-stage two-phase hydrodynamic converter, which is used in the gear unit according to the invention are designated for the efficiency with I A and for the conversion with I B , while the characteristic curves for the conversion and the efficiency for a conventionally designed gear marked in the form of the generic gearbox with II A or II B. From this it can be seen that in cooperation with the mechanical transmission part with the solution according to the invention a better start-up conversion and a better efficiency are achieved.
  • Figure 4 illustrates a further embodiment of a
  • the hydrodynamic speed / torque converter 3.4 takes place directly, ie without stopping additional speed / Torque conversion devices.
  • the output of the mechanical speed / torque converter 5.4 which is formed by the shared web 9.4 is coupled to a secondary set 10, not shown here.
  • the hydrodynamic speed / torque converter 3.4 is designed in one stage and two phases.
  • the hydrodynamic speed / torque converter 3.4 is designed as a Trilok converter with a pump wheel P, a turbine wheel T and a stator L arranged between the pump wheel P and the turbine wheel T. Due to the coupling of the stator L with a gear element of the first planetary gear set 7.4, in particular the
  • Sun gear 7.41 of the first planetary gear set 7.4, the idler gear L is driven counter to the direction of rotation of the pump and turbine wheel when the freewheel 16.6 is not used.
  • a braking device B5 and a clutch direction K3 are additionally assigned to the stator L here. The actuation of these elements offers the advantage of an optional decoupling of the stator from the mechanical speed / torque converter 5.4 and the support on the housing.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe mit einer Getriebeeingangswelle (E) und einem Abtrieb; mit einem hydrodynamischen Getriebeteil (2), umfassend einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler (3) und einem, diesem räumlich bezogen auf die Getriebeeingangswelle (E) nachgeordneten mechanischen Getriebeteil (4), umfassend wenigstens eine Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung (5); der mechanische Drehzahl-/Drehmomentenwandler (3) umfaßt wenigstens zwei Planetenradsätze - einen ersten Planetenradsatz (7) und einen zweiten Planetenradsatz (8) -, umfassend jeweils wenigstens ein Sonnenrad, ein Hohlrad, Planetenräder und einen Steg, wobei die Planetenradsätze derart ausgeführt und angeordnet sind, daß jeweils ein Element des ersten Planetenradsatzes und des zweiten Planetenradsatzes wenigstens mittelbar mit der Getriebeeingangswelle (E) oder einem Element des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers (3) koppelbar ist und jeweils ein weiteres zweites Element des ersten Planetenradsatzes (7) mit einem weiteren zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes (8) drehfest gekoppelt ist und diese Kopplung den Abtrieb des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers (3) bildet, wobei das zweite Element des ersten Planetenradsatzes und das zweite Element des zweiten Planetenradsatzes jeweils vom Steg gebildet werden. Die Erfindung ist gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale: der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler ist einstufig und zweiphasig ausgeführt; das Leitrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers ist mit dem ersten Planetenradsatz des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers über einen Freilauf gekoppelt.

Description

Hydrodynamisch, mechanisches Mehrgangverbundgetriebe
Die Erfindung betrifft ein hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe, im einzelnen mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Hydrodynamisch-mechanische Mehrgangverbundgetriebe, umfassend einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler und einen mechanischen Getriebeteil, sind in einer Vielzahl von Ausführungen bekannt. Die Druckschrift DE 36 04 393 C2 offenbart ein hydrodynamisches
Mehrgangverbundgetriebe, umfassend einen Drehmomentenwandler und ein mit diesem in Serie geschaltetes Schaltgetriebe. Das Schaltgetriebe umfaßt dazu zwei Planetenradsätze, wobei die Pianetenträger der beiden Planetenradsätze miteinander gekoppelt sind und den Ausgang des Schaltgetriebes bilden. Die Anzahl der erforderlichen Planetenradstege bzw.
Planetenradsätze (u. U. ein Ravigneauxsatz) kann mit einer derartigen Anordnung gering gehalten werden und bei entsprechender Zuordnung von Schalteinrichtungen sind zumindest drei Gangstufen realisierbar, die in axialer Richtung gesehen, sehr kurz gehalten werden. Der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler umfaßt ein Pumpenrad, ein Turbinenrad sowie zwei Leiträder - ein erstes Leitrad und ein zweites Leitrad, wobei Mittel vorgesehen sind, welche eine Kopplung des Turbinenrades sowie des ersten Leitrades mit dem mechanischen Getriebeteil in Form des Schaltgetriebes ermöglichen. Im einzelnen ist die Gesamtgetriebeeingangswelle entweder über den hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler und dabei über das Turbinenrad mit dem Sonnenrad des einen Planetenradsatzes des mechanischen Getriebeteiles oder aber direkt über eine sogenannte Überbrückungskupplung mit diesem koppelbar. Das erste Leitrad ist über einen Freilauf mit dem Sonnenrad des anderen zweiten Planetenradsatzes des mechanischen Getriebeteiles verbunden. Die charakteristischen
Eigenschaften des Drehzahl-/Drehmomentenwandlers in jedem Bereich des
BESTÄTfGUNGSKOPIE Übersetzungsverhältnisses und das Übersetzungsverhältnis des mechanischen Getriebeteils werden durch Umschalten des Übertragungsweges des von der ersten Leitradwelle ausgehenden Momentes geändert, und zwar durch die wahlweise Betätigung von Kupplungs- und/oder Bremseinrichtungen, die entweder ein Festsetzen der ersten Leitradwelle oder aber eine Kopplung der ersten Leitradwelle mit der Turbinenradwelle und damit des ersten Sonnenrades des ersten Planetenradsatzes ermöglichen.
Der Nachteil des in der obengenannten Druckschrift beschriebenen Getriebes besteht in einem relativ hohen konstruktiven Aufwand, der sich in höheren
Kosten niederschlägt, bedingt u. a. durch die Verwendung eines einstufigen, dreiphasigen Wandlers und die Bereitstellung der Abstützungsmöglichkeiten seiner beiden Leiträder. Bezüglich des Wirkungsgrades im Anfahrbereich und der möglichen Anfahrwandlung werden bereits in diesem Getriebe gute Ergebnisse erzielt, weiche jedoch für einige Einsatzfälle einer Verbesserung bedürfen.
Eine Ausführung eines hydrodynamisch-mechanischen Mehrgangverbundgetriebes zur Realisierung von fünf Gangstufen ist der Druckschrift JP 09079346 A entnehmbar. Diese umfaßt einen hydrodynamischen Getriebeteil in Form eines hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers mit einem Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem dazwischen angeordneten Leitrad, und ein mit diesem in Serie geschaltetes Schaltgetriebe. Das Schaltgetriebe umfaßt ebenfalls zwei Planetenradsätze, wobei die Planetenträger der beiden Planetenradsätze miteinander gekoppelt sind und den Ausgang des Schaltgetriebes bilden. Das Leitrad stützt sich über einen Freilauf auf den Planetenradsätzen ab. Zur Realisierung des vierten und füften Ganges ist zwischen Turbinenrad und den beiden Planetenradsätzen des mechanischen Schaltgetriebes desweiteren eine Drehzahl-/Drehmomentenwandiungseinrichtung in Form eines
Planetenradsatzes angeordnet, welche jeweils in den Wandlergängen das Turbinenmoment mit einer Übersetzung auf die beiden Planetenradsätze überträgt. Beim Einsatz in Fahrzeugen wird dabei die Leistungsübertragung über den hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler lediglich während des Anfahrvorganges und zum Teil im ersten unteren Getriebegang genutzt. Im übrigen Bereich des Betriebsbereiches erfolgt die
Leistungsübertragung dann unter Umgehung des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers, was in der Regel mittels einer Überbrückungskupplung realisiert wird. Wesentlich für die Verwendung eines hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers für den Anfahrvorgang sind dabei die nachfolgend genannten Vorteile hydrodynamischer
Leistungsübertragung: stufenlos, drehmomentwandelnd, elastisch, verschieißfrei sowie schwingungsdämpfend. Im Zusammenwirken mit Antriebsmaschinen für unterschiedliche Einsatzzwecke werden dabei an das Übertragungsverhalten auch während des Anfahrvorganges konkrete Anforderungen gestellt. Insbesondere für den Einsatz in Fahrzeugen ist während des Anfahrvorganges ein bestimmtes Verhalten, insbesondere eine bestimmte Leistungsaufnahme durch das Pumpenrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers gewünscht. Aufgrund der Kopplung zwischen dem Leitrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers und den über ihre Stege miteinander gekoppelten Planetenradsätzen wird das
Leitrad in bestimmten Betriebszuständen mit entgegengesetztem Drehsinn zwischen Pumpenrad und Turbinenrad angetrieben. Diese Lösung bietet zwar den Vorteil einer Mehrgängigkeit bei geringer Baugröße und gleichzeitig eines verbesserten Übertragungsverhaltens im Anfahrbereich, insbesondere einer Erhöhung der Wandlung in diesem Bereich und einem verbesserten
Wirkungsgrad, allerdings reicht dies in der Regel nicht aus, um den Erfordernissen an den Einsatzfall gerecht zu werden. Auch ist die Anbindung des zusätzlichen Planetenradsatzes konstruktiv sehr aufwendig und muß bei der Auslegung des Getriebes mit berücksichtigt werden. Insbesondere bei Verwendung standardisierter Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinheiten kann die zusätzliche Anordnung bzw. Anbindung des Planetenradsatzes Probleme bereiten.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe der eingangs genannten Art derart weiterzuentwickeln, daß dieses noch optimaler die bestehenden Einsatzerfordernisse, insbesondere im Anfahrbereich, zu erfüllen vermag, wobei die Vorteile des geringen Gewichtes und der geringen Baugröße weiter beibehalten werden sollen. Das Getriebe soll insbesondere für den Einsatz in Antriebssträngen von Fahrzeugen oder anderen Anwendungsbereichen geeignet sein, wobei neben den Vorteilen der hydrodynamischen Leistungsübertragung auch ein wesentlich entlasteterer Hochlauf der Antriebsmaschine gewährleistet werden soll. Des weiteren ist auf eine Verringerung des konstruktiven Aufwandes und der Kosten des Getriebes abzustellen.
Die erfindungsgemäße Lösung ist durch die Merkmale des Anspruchs 1 charakterisiert. Vorteilhafte Ausgestaltungen sind in den Unteransprüchen beschrieben.
Das hydrodynamisch-mechanische Mehrgangverbundgetriebe umfaßt einen ersten hydrodynamischen Getriebeteil und einen weiteren zweiten mechanischen Getriebeteii. Der mechanische Getriebeteil weist wenigstens zwei Planetenradsätze zur Realisierung von wenigstens drei Gangstufen - einen ersten Planetenradsatz und einen zweiten Planetenradsatz - auf, die derart aufgebaut und ausgelegt sind, daß jeweils ein Element des ersten
Planetenradsatzes und des zweiten Planetenradsatzes wenigstens mittelbar mit der Getriebeeingangswelle oder einem Element des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers koppelbar ist und jeweils ein weiteres zweites Element des ersten Planetenradsatzes mit einem weiteren zweiten Element des zweiten Pianetenradsatzes drehfest gekoppelt ist und diese
Kopplung den Ausgang des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers bildet, welcher wenigstens mittelbar mit dem Abtrieb des Getriebes gekoppelt ist. Erfindungsgemäß ist der hydrodynamische Drehzahl- /Drehmomentenwandler des ersten hydrodynamischen Getriebeteils als einstufiger zweiphasiger hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentenwandler ausgeführt. Dieser umfaßt ein Pumpenrad, ein Turbinenrad und ein Leitrad.
Mit dieser Ausführung wird lediglich eine Turbinenstufe realisiert und das Reaktionsglied in Form des Leitrades läuft dauernd oder zeitweise um. Dies wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß sich das Leitrad über ein Übersetzungsglied mit festem Abstützpunkt oder einen Freilauf mit dem ersten Planetenradsatz in Verbindung steht. Erfindungsgemäß ist desweiteren das Turbinenrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers ist mit dem zweiten Planetenradsatz direkt drehfest verbunden, d.h. die Kopplung ist frei von zwischengeschalteten bzw. zwischenshaltbaren Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtngen. Auch bei dieser Ausführung wird in einem Antriebsstrang, insbesondere für den Einsatz in Fahrzeugen zur
Verringerung des Energieverbrauches einer Antriebsmaschine während des Anfahrvorganges in einem Antriebsstrang über wenigstens einen Teilbereich des Anfahrvorganges die mittels des Pumpenrades aufnehmbare Leistung durch Dralländerung der Strömung beim Übertritt vom Leitrad zum Pumpenrad gesenkt. Die Dralländerung wird dabei vorzugsweise durch den
Antrieb des Leitrades mit entgegengesetztem Drehsinn zum Drehsinn des Pumpenrades und des Turbinenrades erzeugt. Die dadurch erzielte Erhöhung der Wandlung und Verbesserung des Wirkungsgrades ist jedoch aufgrund der Freiheit von zwischengeschalteten Übersetzungsstufen zwischen Turbinenrad und zweitem Planetenradsatz und damit des theoretisch größeren
Drehzahlverhältnisses zwischen Leitrad und Turbinenrad größer, als bei der konventionellen Getriebeausführung gemäß der JP 09079346 A.
Die erfindungsgemäße Lösung bietet den Vorteil des Einsatzes eines kostengünstigeren Wandlers und damit der Reduzierung der Gesamtkosten für das hydrodynamisch-mechanische Verbundgetriebe. Da das Leitrad des Wandlers das Drehmoment nicht an der gehäusefesten Welle abstützt, sondern auf den ersten Planetenradsatz des mechanischen Getriebeteils wirkt, wird das Abtriebsmoment des hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers erhöht. Dabei nimmt mit größer werdender Turbinendrehzahl des hydrodynamischen Wandlers auch die Drehzahl des
Leitrades in entgegengesetzter Richtung zu. Dies führt im Ergebnis zu einer Erhöhung der Anfahrwandlung und einer Verbesserung des Wirkungsgrades im Anfahrbereich. Das dabei vom Pumpenrad aufnehmbare Moment, welches sich dabei wie bei stationären und inkompressibien Strömung mit Hilfe der Stromfadentheorie nach dem Impulsmomentensatz der Strömungsmechanik aus der Beziehung
Mp = M x Δ (rcu) errechnet werden kann, wird abgesenkt. Die Größe dieses Momentes ist dabei abhängig von dem je Zeiteinheit durch das Pumpenrad fließenden Massenstrom M = ς x V, wobei mit ς die Dichte der Betriebsflüssigkeit und mit V der Volumenstrom bezeichnet wird, und der
Differenz der Produkte aus dem Radius r und der Umfangskomponente cu der absoluten Strömungsgeschwindigkeit am Aus- und Eintritt des betrachteten Rades. Eine Änderung der Zu- und Abströmrichtuπg am betrachteten Rad bedingen demnach auch Änderungen des an diesem Rad wirkenden Momentes. Aufgrund der Beziehung, daß die Summe aller Momente in einem abgeschlossenen System immer gleich Null sein muß, stellen sich die Betriebszustände von selbst ein, so daß diese Gleichgewichtsbedingungen immer wieder erfüllt sind. Als wesentliche Kenngrößen einer hydrodynamischen Energieübertragungseinrichtung, das heißt des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers werden dabei die nachfolgend genannten angesehen:
Eingangs- oder Pumpenmoment MP Ausgangs- oder Turbinenmomeπt Mτ - Eingangs- oder Pumpendrehzahl nP
Ausgangs- oder Turbinendrehzahl nτ Wirkungsgrad η
Die Aufnahmeleistung der Pumpe bestimmt sich dabei aus dem Produkt des aufgenommenen Pumpenmomentes MP und der Umiaufbeschleunigung &). Durch den entgegengesetzten Antrieb des Leitrades zum Drehsinn zwischen
Pumpen- und Turbinenrad erfährt die Strömung beim Übertritt vom Leitrad zum Pumpenrad eine Dralländerung, welche als Ursache für die Änderung des Leistungsaufnahmeverhaltens des Pumpenrades steht. Des weiteren wird die Anfahrwandlung mit dieser Lösung wie bei anderen Wandlerausführungen erhöht, wobei jedoch entscheidend ist, daß das Abtriebsmoment am
Turbinenrad gegenüber konventionellen Lösungen unverändert bleibt, wobei dieser Effekt durch das gleichzeitige Vorliegen der Verringerung des vom Pumpenrad aufgenommenen Momentes und einer höheren Anfahrwandlung erzielt wird. Dies ermöglicht es, das unter Bereitstellung des gleichen Abtriebsmomentes die Antriebsmaschine erheblich entlastet wird, wobei jedoch trotzdem ein entsprechend hohes Anfahrmoment gewünscht ist. Betrachtet man die dimenionslose Leistungskennzahl λ für einen hydrodynamischen Drehzahl-Drehzahlwandler mit erfindungsgemäß in entgegengesetzter Richtung angetriebenem Leitrad verändert sich mit der Turbinendrehzahl auch die Belastung der Antriebsmaschine und damit je nach deren Charakteristik zu einer anderen Antriebsdrehzahl hin beziehungsweise zu einem anderem Antriebsmoment.
Da für einen bestimmten Betriebszustand des Strömungsgetriebes, das heißt einen vorgegebenen Wert von Ausgangs- zur Eingangsdrehzahl die
Abhängigkeit der Drehmomentaufnahme durch eine quadratische und diejenige der Leistungsaufnahme durch eine kubische Parabel in einem Diagramm darstellen lassen, ergeben sich für die Drehmomentbeziehungsweise Leistungsaufnahme des hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentwandlers bei unterschiedlichen Werten von Ausgangs- zu
Eingangsdrehzahlen im Diagramm Parabeln mit unterschiedlichem Anstieg. Dieses Diagramm wird dann in die Kennlinie der Antriebsmaschine eingetragen, so daß über die einzelnen Schnittpunkte der Kennlinie der Antriebsmaschine, insbesondere bei Einsatz einer Verbrennungskraftmaschine als Antriebsmaschine die Schnittpunkte der Motorkennlinie mit den Kennlinien des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandlers den jeweiligen
Betriebszustand von Antriebsmaschine und Drehzahl-/Drehmomentwandler bei Zusammenarbeit darstellen. Während bei einem konventionellen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler mit Zunahme der Pumpendrehzahl eine Verringerung des aufnehmbaren Momentes ergeht, wird mit der erfindungsgemäßen Lösung ein gänzlich anderes Kennlinienverhaiten ermittelt, wobei hier bis zu einem bestimmten Verhältnis der Pumpendrehzahl zur Turbinendrehzahl das aufnehmbare Moment am Pumpenrad verringert wird und ab diesem bestimmten Verhältnis der An- zur Abtriebsdrehzahl dieses Phänomen wieder umschlägt und dem einer konventionellen Lösung entspricht.
Vorzugsweise wird die Kopplung der beiden Planetenradsätze - erster Planetenradsatz und zweiter Planeten radsatz - hinsichtlich eines ihrer Getriebeelemente derart realisiert, daß Getriebeelemente des gleichen Typs miteinander gekoppelt werden. Dabei wird das Getriebeelement des ersten
Planetenradsatzes, welches mit einem Getriebeelement des zweiten Planetenradsatzes drehfest verbunden ist, jeweils vom Planetenträger des dazugehörigen Planetenradsatzes gebildet. Die beiden Sonnenräder der einzelnen Planetenradsätze, des ersten Planetenradsatzes und des zweiten Planetenradsatzes, bilden die Eingänge des mechanischen Drehzahl-
/Drehmomentenwandlers. Dabei ist der erste Eingang, welcher mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes gekoppelt ist, über einen Freilauf mit dem Leitrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers verbunden. Das Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes ist vorzugsweise mit der Turbinenradwelle verbunden, welche entweder über den hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler oder die Uberbrückungskupplung mit der Getriebeeingangswelle koppelbar ist. Der Ausgang des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers kann entweder direkt mit dem Abtrieb des Getriebes oder einer weiteren mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung in Form einer mechanischen Nachschaltstufe, welche wiederum mit dem Abtrieb bzw. der
Getriebeausgangswelle verbunden ist, gekoppelt sein.
Zur Realisierung der einzelnen Gangstufen sind Schalteinrichtungen in Form von Bremseinrichtungen und Kupplungseinrichtungen vorgesehen, wobei diese vorzugsweise in Lamellenbauart ausgeführt werden. Die einzelnen
Schalteinrichtungen sind entsprechend dem gewünschten Gang und der dabei erhältlichen Übersetzung zu betätigen. Dazu ist vorzugsweise eine Getriebesteuerung vorgesehen.
Eine erste Bremseinrichtung dient dabei der Feststellung der Leitradwelle und damit des Sonnenrades des ersten Planetenradsatzes. Eine zweite Bremseinrichtung dient der Feststellung des Hohlrades des ersten Planetenradsatzes und eine dritte Bremseinrichtung der Feststellung des Hohlrades des zweiten Planetenradsatzes des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers. Eine weitere vierte Bremseinrichtung dient der
Feststellung des Sonnenrades der Nachschaltstufe. Ein erstes Kupplungseiement dient der Realisierung der drehfesten Verbindung des Sonnenrades des ersten Planetenradsatzes und des Sonnenrades des zweiten Planetenradsatzes.
Bei Anordnung der Nachschaltstufe in Kraftflußrichtung von der Getriebeeingangswelle zur Getriebeausgangswelle räumlich betrachtet hinter dem mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler besteht die Möglichkeit, auf einfache Art und Weise Nebenabtriebe zu realisieren. Die bloße Anordnung der mechanischen Nachschaltstufe hinter dem mechanischen
Drehzahl-/Drehmomentenwandler bildet eine erste Grundkonfiguration, welche sich durch die Realisierung eines Mehrganggetriebes, insbesondere Sechsganggetriebes bei gleichzeitiger Bauraumverkürzung, insbesondere bei gleichbleibendem Bauraumbedarf gegenüber dem Grundgetriebe (3- Ganggetriebe) auszeichnet. Die Nachschaltstufe ist vorzugsweise ebenfalls in Form eines einfachen Planetenradgetriebes aufgebaut, wobei jedoch lediglich ein Schaltelement in Form der vierten Bremseinrichtung vorzusehen ist, welche der Feststellung des Sonnenrades dient. Ansonsten ist der Steg der mechanischen Nachschaltstufe mit dem Steg des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers gekoppelt. Dadurch ist es möglich, drei der Gangstufen ohne Betätigung eines Schaltelementes an der
Nachschaltstufe zu realisieren, da der Steg der Nachschaltstufe mit der gleichen Drehzahl wie der Ausgang der mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung dreht. Der Ausgang des Nachschaltsatzes wird vom Hohlrad gebildet. Dieses steht mit weiteren drehzahl-/drehmomentenübertragenden Elementen in Triebverbindung, beispielsweise mit einem Stirnrad oder, je nach Ausgestaltung der Verzahnung des Hohlrades, auch einem Kegelrad. Bei Auslegung des Getriebes sind die dadurch sich ergebenden Übersetzungen mit einzubeziehen.
Die erfindungsgemäße Lösung wird nachfolgend anhand von Figuren erläutert. Darin ist im einzelnen folgendes dargestellt:
Fig. 1 verdeutlicht in schematisch vereinfachter Darstellung ein erfindungsgemäß gestaltetes Getriebe;
Fig. 2 verdeutlicht anhand eines Schaltschemas eine mögliche Funktionsweise des in der Fig. 1 dargestellten Getriebes; Fig. 3 verdeutlicht einander gegenübergestellt Wandlerkennlinien für das erfindungsgemäß gestaltete Getriebe und das gattungsgemäße Getriebe;
Fig. 4 verdeutlicht einen Ausschnitt aus einer erfindungsgemäß gestalteten
Getriebebaueinheit gemäß Figur 1 mit zusätzlicher Anbindungsmöglichkeit des leitrades am Gehäuse.
Die Figur 1 verdeutlicht in schematisch vereinfachter Darstellung die Ausgestaltung eines erfindungsgemäß gestalteten Getriebes im Axialschnitt.
Die Getriebeeinheit ist als hydrodynamisch-mechanisches Verbundgetriebe 1 ausgeführt.
Das hydrodynamisch-mechanische Verbundgetriebe 1 umfaßt einen ersten hydrodynamischen Getriebeteil 2 in Form eines hydrodynamischen Drehzahl-
/Drehmomentenwandlers 3 und einen zweiten mechanischen Getriebeteil 4. Der mechanische Getriebeteil 4 umfaßt einen mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandler 5 und einen, diesem in Kraftflußrichtung im Traktionsbetrieb nachgeschalteten Gruppensatz. Der mechanische Drehzahl- /Drehmomentenwand ier 5 ist als abgewandelter Ravigneaux-Planetenradsatz ausgeführt. Dieser umfaßt einen ersten Planetenradsatz 7 und einen zweiten Planetenradsatz 8, welche einen gemeinsam genutzten Planetenradträger 9 aufweisen. Dieser stellt die Kopplung zwischen einem Getriebeelement des ersten und des zweiten Planetenradsatzes dar. Der erste Planetenradsatz 7 umfaßt ein Sonnenrad 7.1 , Planetenräder 7.2 und ein Hohlrad 7.3. Der zweite
Planetenradsatz 8 umfaßt ein Sonnenrad 8.1 , Planetenräder 8.2 und ein Hohlrad 8.3.
Der Gruppensatz 6 umfaßt wenigstens einen Planetenradsatz 10, welcher ein Sonnenrad 10.1 , Planetenräder 10.2, ein Hohlrad 10.3 und einen Steg 10.4 aufweist. Der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3 ist erfindungsgemäß einstufig und zweiphasig ausgeführt. Dies bedeutet, daß mit diesem nur in einer Turbinenstufe gearbeitet werden kann. Der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3 umfaßt ein Turbinenrad T, ein Pumpenrad P und ein Leitrad L.
Das Pumpenrad P ist mit einer Getriebeeingangswelle E, welche wenigstens mittelbar mit einer, dem Antrieb dienenden Antriebsmaschine koppelbar ist, vorzugsweise mit einem Schwungrad 12 einer Verbrennungskraftmaschine derart verbunden, daß die Kraft vom Schwungrad 12 auf das Pumpenrad P übertragen wird. Das Turbinenrad T ist mit einer Turbinenradwelle 13 drehfest verbunden. Um die Vorteile der hydrodynamischen
Drehmomentenübertragung mit Überbrückungskupplung zu nutzen, welche im folgenden wären: selbsttätige stufenlose Einstellung des Verhältnisses zwischen der Anund Abtriebsdrehzahl entsprechend der Belastung auf der Abtriebsseite
Zurverfügungstehen des maximalen Drehmomentes für einen
Anfahrvorgang mit hoher Beschleunigung;
Möglichkeit der Wärmeabfuhr durch Fremd- oder Oberflächenkühlung
Trennung des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers vom Abtrieb, insbesondere vom Fahrzeug bei kleinen
Antriebsdrehzahlen und Übertragung eines geringen Restmomentes, so daß ein Abwürgen der Antriebsmaschine von der Abtriebsseite her nicht möglich ist verschleißfreie Leistungsübertragung und gleichzeitig die Nachteile einer hydrodynamischen Leistungsübertragung, welche im wesentlichen in einem oftmals nicht ausreichend erzielbaren Wirkungsgrad besteht, um mit einem hydrodynamischen Getriebe allein arbeiten zu können, da Verlustleistungsanteile, die sich aus Reibungs- und Stoßverlusten zusammensetzen, die übertragbare Gesamtleistung vermindern und die erzielten Wandlungsbereiche für den Fahrzeug ei nsatz oft nicht ausreichend sind, wird der hydrodynamische Drehzahl- /Drehmomentenwandler 3 nur in den unteren Gangstufen, vorzugsweise nur während des Anfahrvorganges, zur Leistungsübertragung genutzt. Zur Verbesserung des Ü bertrag ungswirkungsgrad es wird daher der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3 aus der Leistungsübertragung herausgenommen, vorzugsweise durch Überbrückung.
Zu diesem Zweck ist zwischen dem Turbinenrad T und dem Schwungrad 12 bzw. der Getriebeeingangswelle eine Überbrückungskupplung 14 angeordnet.
Das Leitrad L ist zwischen dem Turbinenrad T und dem Pumpenrad P angeordnet und durch einen Freilauf gelagert. Das Leitrad L ist mit einer
Leitradwelle 15 drehfest verbindbar, wobei zwischen dem Leitrad L und der Leitrad welle 15 ein Freilauf 16 vorgesehen ist, welcher derart ausgelegt wird, daß er ein Moment auf die Leitradwelle 15 überträgt, wenn sich das Leitrad in umgekehrter Richtung, d.h. in entgegengesetzter Drehrichtung zum Turbinenrad T dreht und welcher leerläuft, wenn das Leitrad L in normaler
Richtung, d.h. in gleicher Rotationsrichtung wie das Turbinenrad T, rotiert. Das Leitrad L des hydrodynamischen Wandlers 3 wirkt somit auf die Leitradwelle 15, welche mit dem ersten Planetenradsatz 7 gekoppelt ist und erhöht dadurch das Abtriebsmoment des Wandlers. Mit größer werdender Turbinendrehzahl des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers nimmt dabei auch die Drehzahl des Leitrades L in entgegengesetzter Richtung zu. Dies führt in Verbindung mit den sich anschließenden Planetenradsätzen 7 und 8 zu einer Erhöhung der Anfahrwandlung und einer Verbesserung des Wirkungsgrades im Anfahrbereich.
Das Pumpenrad P ist mit einer Pumpenradwelle 19 drehfest verbunden, welche über ein Lager im Gehäuse 11 drehbar gelagert ist.
Zur Realisierung der einzelnen Gangstufen und Auslegung der einzelnen Gänge sind den einzelnen Elementen des hydrodynamisch-mechanischen
Verbundgetriebes 1 Schaltelemente zugeordnet. Zwischen dem hydrodynamischen Getriebeteil 2 und dem mechanischen Getriebeteil 4 sind eine erste Kupplungseinrichtung K1 und eine erste Bremseinrichtung B1 vorgesehen.
Das Turbinenrad T und die mit diesem drehfest koppelbare
Turbinenradwelle 13 ist mit dem Sonnenrad 8.1 des zweiten Planetenradsatzes 8 des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 gekoppelt. Vorzugsweise sind das Turbinenrad T und das Sonnenrad 8.1 des zweiten Planetenradsatzes 8 auf einer gemeinsamen Welle, hier der Turbinenradwelle 13, angeordnet, die Turbinenradwelle 13 trägt dabei auch die Kupplungsscheibe 20 der ersten Kupplung K1. Die erste Kupplung K1 weist des weiteren eine Kupplungsscheibe 21 auf, welche mit der Leitradwelle 15 gekoppelt ist. Des weiteren ist das Leitrad L über die Leitradwelle 15 mit dem Sonnenrad 7.1 des ersten Planetenradsatzes 7 des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 verbindbar. Die
Leitradwelle 15 ist als Hohlwelle ausgeführt, welche die Turbinenradwelle 13 in Umfangsrichtung umschließt.
Mit der Kupplungsscheibe 21 der ersten Kupplung K1 ist ein vorzugsweise scheibenförmiges Element 22 verbunden und bildet mit dieser eine bauliche
Einheit, an deren äußerem Umfangsbereich 23 die erste Bremseinrichtung B1 angreifen kann. Die erste Bremseinrichtung B1 dient dabei zum Festsetzen des Leitrades L über die Leitradwelle 15 und/oder des ersten Sonnenrades 7.1 des ersten Planetenradsatzes 7 des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5. Weitere Schaltelemente, hier die Schaltelemente in Form von Bremseinrichtungen B2 und B3, sind den einzelnen Planetenradsätzen 7 bzw. 8 des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5 zugeordnet. Im dargestellten Fall ist das zweite Bremselement B2 dem Hohlrad 7.3 des ersten Planetenradsatzes 7 und das dritte Bremselement B3 dem Hohlrad 8.3 des zweiten Planetenradsatzes 8 des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 zugeordnet. Die Kopplung des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 mit der Getriebeeingangswelle E über den hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentenwandler 3 bzw. dessen Überbrückung über die Überbrückungskupplung 14 erfolgt dabei durch Kopplung des Turbinenrades T bzw. der Turbinenradwelle 13 mit einem ersten
Getriebeelement des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 und des Leitrades L mit einem weiteren zweiten Getriebeelement des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5. Als erstes Getriebeelement des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 fungiert hier das Sonnenrad 8.1 des zweiten Planetenradsatzes 8. Als zweites
Getriebeelement fungiert das Sonnenrad 7.1 des ersten Planetenradsatzes 7. Die mit den beiden Sonnenrädern 7.1 bzw. 8.1 gekoppelten Wellen, hier die Leitradwelle 15 und die Turbinenradwelle 13, fungieren als Eingangswellen des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandiers 5. Ein weiteres drittes Getriebeelement ist über den Gruppensatz 6 mit der Getriebeausgangswelle A verbunden. Als drittes Getriebeelement fungiert der Planetenträger 9, welcher von beiden Pianetenradsätzen 7 und 8 gemeinsam genutzt wird. Das dritte Getriebeelement des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 ist mit dem Eingang, welcher von einem ersten Getriebeelement des Gruppensatzes 6 gebildet wird, verbunden. Vorzugsweise wird diese
Verbindung über eine drehfeste Kopplung vom dritten Getriebeelement des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 und ersten Getriebeelement des Gruppensatzes 6 realisiert. Beide sind vorzugsweise auf einer gemeinsamen Verbindungswelle 24 angeordnet. Das erste Getriebeelement des Gruppensatzes 6 wird von dessen Planetenträger 10.4 gebildet. Ein zweites Getriebeelement des Gruppensatzes 6 ist drehfest mit der Getriebeausgangswelle A des hydrodynamisch-mechanischen Verbundgetriebes 1 verbunden. Als zweites Getriebeelement fungiert im dargestellten Fall das Hohlrad 10.3 des Planetenradsatzes 10 des Gruppensatzes 6. Während der mechanische Drehzahl-
/Drehmomentenwandler 5 in Kombination mit dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3 der Realisierung von drei Gangstufen dient, können durch Kombination des hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 3, des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5 mit dem Gruppensatz 6 im dargestellten Fall sechs Gangstufen realisiert werden. Zu diesem Zweck sind dem
Gruppensatz 6 jeweils eine weitere Kupplungseinrichtung, hier die zweite Kupplungseinrichtung K2 und eine weitere Bremseinrichtung, hier die vierte Bremseinrichtung B4, zugeordnet. Das vierte Bremselement dient dabei der Feststellung des Sonnenrades 10.1 des Gruppensatzes 6. Die zweite Kupplungseinrichtung K2 ermöglicht die starre Kopplung zwischen dem
Planetenträger 10.4 und dem Sonnenrad 10.1 des Planetenradsatzes 10 des Gruppensatzes 6.
Des weiteren ist im Getriebe 1 ein hydrodynamischer Retarder R vorgesehen, welcher wenigstens mittelbar auf die Getriebeausgangswelle A wirkt. Der hydrodynamische Retarder R ist dabei räumlich betrachtet zwischen dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3 und dem mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 5 angeordnet. Der hydrodynamische Retarder R wirkt dabei über den mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandler 5 und den Nachschaltsatz 6 auf die
Getriebeausgangswelle A. Die Integration des hydrodynamischen Retarders R in räumlicher Nähe zum hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3 ermöglicht es, beiden hydrodynamischen Komponenten ein gemeinsames Betriebsmittelversorgungssystem zuzuordnen, was zu einer erheblichen Miπimierung des Aufwandes bezüglich der Bereitstellung der hydraulischen
Kreisläufe führt. Insbesondere besteht die Möglichkeit, Bauraum, welcher ansonsten für die Realisierung der einzelnen Leitungsverbindungen erforderlich war, für andere Komponenten bereitzustellen.
Die Figur 2 verdeutlicht anhand eines Schaltschemas eine mögliche
Funktionsweise des in der Figur 1 beschriebenen Getriebes. In der ersten Gangstufe ist das dritte Bremselement B3 betätigt, während die anderen Bremselemente und Kupplungen im mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandler 5, das zweite Bremselement B2, das erste Bremseiement B1 sowie das erste Kupplungselement K1 nicht betätigt bzw. ausgerückt sind. Somit ist nur das Hohlrad 8.3 des zweiten Planetenradsatzes am Gehäuse 11 festgestellt, während die anderen Planetenradsätze des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 miteinander kämmen und eine Einheit bilden. Das Leitrad L wirkt in dem durch den Betriebsmodus der ersten Gangstufe gesteuerten Niedriggang-Geschwindigkeitsbereich reversierend über den Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 auf den Steg und verstärkt das Abtriebsmoment. Im Gruppensatz 6 ist in dieser Gangstufe die erste Kupplungseinrichtung K2 betätigt. Diese ermöglicht es, daß das Hohlrad 10.3 mit der gleichen Drehzahl wie der Steg 10.4 angetrieben wird, d. h. im Ergebnis eine Übersetzung im Gruppenschaltsatz von 1 erzielt wird. Die Umschaltung in die zweite Gangstufe erfolgt durch Lösen der zweiten
Kupplungseinrichtung K2 und Betätigung der vierten Bremseinrichtung B4. Bei Ansteigen des Geschwindigkeitsverhältnisses wird durch eine automatische Steuerung auf die dritte Gangstufe umgeschaltet. In diesem Fall wird das dritte Bremselement außer Betrieb genommen und das erste Bremselement B1 betätigt. Des weiteren sind die erste Kupplungseinrichtung
K1 sowie das vierte Bremselement B4 außer Betrieb und die zweite Kupplungseinrichtung K2 betätigt. Die Leitradwelle 15 sowie das Sonnenrad 7.1 des ersten Planetenradsatzes des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5 werden somit gegenüber dem Gehäuse 11 festgestellt. Falls ohne Wandlerüberbrückungskupplung gefahren wird, ergeben sich wie im ersten Gang sehr hohe Zugkräfte, da das Leitraddrehmoment sich als Antriebsmoment über den Steg des Planetenradsatzes auswirkt. Die Drehmomente des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 3 entwickeln somit höhere Zugkräfte im ersten und zweiten Gang. Die Leistungsübertragung vom mechanischen
Drehzahl-/Drehmomentenwandler 5 erfolgt durch weitere Drehzahl- /Drehmomentenwandlung über den Gruppensatz 6 auf die Abtriebswelle A des mechanischen-hydrodynamischen Verbundgetriebes 1. Die Umschaltung in die vierte Gangstufe erfolgt durch Lösen der vierten Bremseinrichtung B4 und Betätigung der zweiten Kupplungseinrichtung K2. Die Schalteinrichtungen im Grundgetriebe bleiben analog wie in der dritten Gangstufe betätigt. Bei weiterer Vergrößerung des Geschwindigkeitsverhältnisses wird in die fünfte Gangstufe gewechselt. In der fünften Gangstufe sind dabei jeweils nur die erste Kupplungseinrichtung und die zweite Kupplungseinrichtung K1 bzw. K2 betätigt. Die Turbinenradwelle 13 dreht sich in diesem Fall analog in der gleichen Richtung wie die Leitradwelle 15. In der sechsten Gangstufe sind die zweite Kupplungseinrichtung K2 gelöst und die vierte Bremseinrichtung betätigt. Die Leistung wird in Gang 6 direkt von der Getriebeeingangswelle E auf die Turbinenradwelle 13 und damit auf den mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandler 5 übertragen.
In der Regel erfolgt bei Vergrößerung des Geschwindigkeitsverhältnisses die Überbrückung des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 3 mittels der Überbrückungskupplung 14. Die Leistung wird dann direkt von der Getriebeeingangswelle E auf die Turbinenradwelle 13 und damit auf den mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 5 übertragen. Der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler kommt somit nur im 1. und 2. Gang zum Einsatz.
Die drei Grundgangstufen werden somit durch den Gruppensatz 6 in jeweils zwei Teilgangstufen aufgesplittet, so daß letztendlich ein Mehrganggetriebe entsteht, im dargestellten Fall ein Sechsganggetriebe. Im einzelnen wird dies durch die wechselweise Betätigung der Schalteinrichtungen am Gruppensatz 6 realisiert. In der jeweils ersten der beiden Teilgangstufen wird die vom mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 5 an dessen Abtriebswelle anliegende Leistung mit einem Übersetzungsverhältnis von 1 auf die Getriebeausgangswelle A übertragen. In der zweiten Teilgangstufe, welche jeweils auf die erste Teilgangsstufe folgt, erfolgt eine Übersetzung von der an dem Ausgang des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 5 anliegenden Drehzahl über den Gruppensatz 6 ins Schnelle.
Die Figur 3 verdeutlicht anhand eines Diagrammes das Übertragungsverhalten eines erfindungsgemäß gestalteten hydrodynamisch-mechanischen Verbundgetriebes 1 gegenüber einem Getriebe mit einem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentwandler mit zwei Leiträdern im Anfahrbereich. Dazu sind der Wirkungsgrad und die Wandlung über dem Drehzahlverhältnis in einem Diagramm aufgetragen. Die entsprechenden Kennlinien für einen einstufigen zweiphasigen hydrodynamischen Wandler, der erfindungsgemäß in der Getriebebaueinheit zur Anwendung gelangt, sind dabei für den Wirkungsgrad mit lA und für die Wandlung mit lB bezeichnet, während die Kennlinien für die Wandlung und den Wirkungsgrad für ein konventionell gestaltetes Getriebe in Form des gattungsgemäßen Getriebes mit llA bzw. IIB gekennzeichnet. Daraus wird ersichtlich, daß in Zusammenarbeit mit dem mechanischen Getriebeteil mit der erfindungsgemäßen Lösung eine bessere Anfahrwandlung und ein besserer Wirkungsgrad erzielt werden.
Figur 4 verdeutlicht anhand eines Ausschnittes eine weitere Ausführung eines
Getriebes 1.4. Dargestellt sind hier lediglich der erste hydrodynamische Getriebeteil 2.4 und die, einen gemeinsamen Steg 9.4 aufweisenden Planetenradsätze 7.4 und 8.4 des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5.4 des zweiten mechanischen Getriebeteiles 4.4. Der Nachschaltsatz ist nicht wiedergegeben. Der Grundaufbau des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers 3.4 und des Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5.4 entspricht dem in der Figur 1 beschriebenen, weshalb für gleiche Elemente gleiche Bezugszeichen verwendet werden. Die Kopplung des ersten Elementes 8.41 des zweiten Planetenradsatzes 8.4 mit dem Turbinenrad T des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers
3.4 erfolgt direkt, d.h. ohne Zwischenshaltung weiterer Drehzahl- /Drehmomentenwandlungseinrichtungen. Zur Realisierung einer Mehrgängigkeit ist der Abtrieb des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers 5.4, welcher vom gemeinsam genutzten Steg 9.4 gebildet wird, mit einem, hier nicht dargestellten Nachschaltsatz 10 gekoppelt. Auch hier ist der hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3.4 einstufig und zweiphasig ausgeführt. D.H. der hydrodynamische Drehzahl- /Drehmomentenwandler 3.4 ist als Trilokwandler mit einem Pumpenrad P, einem Turbinenrad T und einem zwischen Pumpenrad P und Turbinenrad T angeordneten Leitrad L ausgeführt. Aufgrund er Kopplung des Leitrades L mit einem Getriebeelement des ersten Planetenradsatzes 7.4, insbesondere dem
Sonnenrad 7.41 des ersten Planetenradsatzes 7.4 wird das Leitrad L bei Nichtnutzung des Freilaufes 16.6 entgegengesetzt zur Drehrichtung von Pumpen- und Turbinenrad angetrieben. Dem Leitrad L sind hier zusätzlich eine Bremseinrichtung B5 und eine Kupplungsenrichtung K3 zugeordnet. Die Betätigung dieser Elemente bietet den Vorteil einer wahlweisen Entkopplung des Leitrades vom mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 5.4 und der Abstützung am Gehäuse.

Claims

PATENTANSPRÜCHE
1. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe 1.1 mit einer Getriebeeingangswelle (E) und einem Abtrieb;
1.2 mit einem hydrodynamischen Getriebeteil (2), umfassend einen hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler (3) und einem, diesem räumlich bezogen auf die Getriebeeingangswelle nachgeordneten mechanischen Getriebeteil (4), umfassend wenigstens eine Drehzahl-/Drehmomentenwandlungseinrichtung (5);
1.3 der mechanische Drehzahl-/Drehmomentenwandler (5) umfaßt wenigstens zwei Planetenradsätze - einen ersten Planetenradsatz (7) und einen zweiten Planetenradsatz (8) -, umfassend jeweils wenigstens ein Sonnenrad, ein Hohlrad, Planetenräder und einen Steg, wobei die Planetenradsätze derart ausgeführt und angeordnet sind, daß
1.3.1 jeweils ein Element des ersten Planetenradsatzes und des zweiten
Planetenradsatzes wenigstens mittelbar mit der Getriebeeingangswelle (E) oder einem Element des hydrodynamischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers koppelbar ist und 1.3.2 jeweils ein weiteres zweites Element des ersten Planetenradsatzes mit einem weiteren zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes drehfest gekoppelt ist und diese Kopplung den Abtrieb des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers bildet, wobei das zweite Element des ersten Planetenradsatzes und das zweite Element des zweiten Planetenradsatzes jeweils vom Steg gebildet werden;
1.4 der hydrodynamische Drehzahl-/Drehmomentenwandler (3) ist einstufig und zweiphasig ausgeführt;
1.5 das Leitrad des hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers (3) ist mit dem ersten Planetenradsatz (7) des mechanischen Drehzahl- /Drehmomentenwandlers (5) über einen Freilauf (16) gekoppelt;
1.6 das Turbinenrad des hydrodynamischen Drehzahl-
/Drehmomentwandlers (5) ist mit dem zweiten Planetenradsatz (8) direkt drehfest verbunden.
2. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach
Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß das erste Element des ersten Planetenradsatzes (7) vom Sonnenrad (7.1) des ersten Planetenradsatzes (7) und das erste Element des zweiten Pianetenradsatzes (8) vom Sonnenrad (8.1) des zweiten Planetenradsatzes (8) gebildet werden.
3. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß der mechanische Getriebeteil (4) eine mechanische Drehzahl- /Drehmomentenwandlung (6) umfaßt, die mit dem Ausgang des mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandlers (5) gekoppelt ist und deren Ausgang den Abtrieb (A) des hydrodynamisch-mechanischen Mehrgangverbundgetriebes bildet.
4. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach
Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die mechanische Drehzahl- /Drehmomentenwandlungseinrichtung als Gruppensatz für den mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler (5) ausgeführt ist und permanent oder zuschaltbar betreibbar ist.
5. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehzahl- /Drehmomentenwandlungseinrichtung wenigstens einen Planetenradsatz (10), umfassend ein Sonnenrad, ein Hohlrad, Planetenräder und einen Steg, aufweist.
Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß Mittel zur wahlweisen Kopplung des ersten Elementes des zweiten Planetenradsatzes (8) an das Turbinenrad (T) und/oder die Getriebeeingangswelle (E) vorgesehen sind.
Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Mittel zur wahlweisen Kopplung eine schaltbare Kupplungseinrichtung (14) umfassen. 0
8. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß dem mechanischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler (5) eine Vielzahl von Schalteinrichtungen (B1 , B2, B3, K1) in Form von Kupplungen 5 und/oder Bremseinrichtungen zugeordnet sind.
9. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Element des ersten Planetenradsatzes (7) mittels einer ersten Bremseinrichtung (B1) 0 feststellbar ist.
10. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, daß ein drittes Element (7.3) des ersten Planetenradsatzes (7) mittels einer zweiten 5 Bremseinrichtung (B2) festsetzbar ist.
11. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 8 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß ein drittes Element (8.3) des zweiten Planetenradsatzes (8) mittels einer dritten o Bremseinrichtung (B3) feststellbar ist.
12. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, daß Mittel zur wahlweisen Kopplung des ersten Elementes (7.1) des ersten Planetenradsatzes (7) mit dem ersten Element (8.1) des zweiten Planetenradsatzes (8) und damit jeweils der drehfesten Verbindung der Kopplungen des ersten Elementes des ersten und/oder zweiten Planetenradsatzes mit der Getriebeeingangswelle (E) und dem hydrodynamischen Drehzahl-/Drehmomentenwandler 3) vorgesehen sind.
13. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß das Mittel eine Kupplungseinrichtung (K1) ist.
14. Hydrodynamisch-mechanisches Mehrgangverbundgetriebe nach
Anspruch 12, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
14.1 dem Planetenradsatz (10) der ersten Drehzahl- /drehmomentenwandlungseinrichtung (6) ist jeweils eine weitere vierte Bremseinrichtung (B4) und eine weitere zweite Kupplungseinrichtung (K2) zugeordnet;
14.2 die vierte Bremseinrichtung (B4) ist mit dem Sonnenrad (10.1 , 34.1) des Planetenradsatzes (10) koppelbar;
14.3 die zweite Kupplungseinrichtung (K2) dient der Kopplung des Sonnenrades (10.1) mit dem Planetenträger (10.4) des Planetenradsatzes (10).
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Families Citing this family (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10123194A1 (de) * 2001-05-12 2002-11-21 Voith Turbo Kg Plattformgetriebe und Getriebebaukasten
DE102011085495A1 (de) * 2011-10-31 2013-05-02 Deere & Company Lastschaltgetriebe
CN102878270B (zh) * 2012-10-10 2015-02-11 荆州市巨鲸传动机械有限公司 可控启停柔性传动装置
DE102017100665A1 (de) * 2017-01-16 2018-07-19 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Drehmomentübertragungseinrichtung
DE102017207202A1 (de) * 2017-04-28 2018-10-31 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe für ein Kraftfahrzeug
DE102017207200A1 (de) * 2017-04-28 2018-10-31 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe für ein Kraftfahrzeug
DE102017207198A1 (de) * 2017-04-28 2018-10-31 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe für ein Kraftfahrzeug

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1605988B1 (de) * 1966-11-15 1969-11-06 Gen Motors Corp Hydrodynamisch-mechanisches Stufenwechselgetriebe fuer Fahrzeuge,insbesondere Kraftfahrzeuge
DE3604393A1 (de) * 1985-02-12 1986-08-14 Kabushiki Kaisha Daikin Seisakusho, Neyagawa, Osaka Automatikgetriebe
GB2292428A (en) * 1994-08-18 1996-02-21 Hyundai Motor Co Ltd Power train of an automatic transmission for a vehicle
JPH0979346A (ja) 1995-09-12 1997-03-25 Exedy Corp 自動変速装置

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR61295E (fr) * 1951-01-03 1955-04-25 Appareil de transmission hydromécanique
US2875643A (en) * 1952-12-03 1959-03-03 Gen Motors Corp Transmission control system
US3024668A (en) * 1954-09-10 1962-03-13 Volvo Ab Change speed gearings particularly for motor vehicles
US3030824A (en) * 1957-11-22 1962-04-24 Gen Motors Corp Transmission
GB947969A (en) * 1962-09-11 1964-01-29 Rolls Royce Hydro-mechanical variable speed gearing
US3440901A (en) * 1967-07-25 1969-04-29 Caterpillar Tractor Co Compact broad range power transmission
US3772939A (en) * 1971-12-15 1973-11-20 Gen Motors Corp Three-speed split torque transmission
DE2521831A1 (de) * 1975-05-16 1976-11-25 Daimler Benz Ag Gangwechselgetriebe fuer fahrzeuge mit mindestens einem planetenraeder- getriebe
DE2656669B1 (de) * 1976-12-15 1978-03-09 Zahnradfabrik Friedrichshafen Lastschaltgetriebe mit einer hydrodynamischen Einheit und einem hydrodynamischen Retarder
GB2023752B (en) * 1978-06-24 1982-07-28 Brown Gear Ind Variable-speed gearbox
US4468987A (en) * 1980-05-09 1984-09-04 Ab Volvo Control system for multi-ratio gearing
DE3134259C2 (de) * 1981-08-29 1985-08-01 J.M. Voith Gmbh, 7920 Heidenheim Lastschaltgetriebe mit integriertem Retarder
ZA853198B (en) 1984-05-26 1985-12-24 Zahnradfabrik Friedrichshafen Epicyclic gear unit
EP0221120A1 (de) * 1985-05-04 1987-05-13 ZF FRIEDRICHSHAFEN Aktiengesellschaft Planetenräder-wechselgetriebe
DE3822319A1 (de) * 1987-07-07 1989-01-26 Zahnradfabrik Friedrichshafen Lastschaltbares planetenraeder-wechselgetriebe
DE3823793A1 (de) * 1988-07-14 1990-01-18 Voith Turbo Kg Kraftuebertragungsaggregat zum drehzahlvariablen antrieb einer arbeitsmaschine
DE4027724A1 (de) * 1989-09-02 1991-04-25 Michael Meyerle Stufenloses hydrostatisch-mechanisches verzweigungsgetriebe, insbesondere fuer kraftfahrzeuge
JPH1026211A (ja) * 1996-07-11 1998-01-27 Exedy Corp 自動変速装置
WO1999044871A1 (de) * 1998-03-06 1999-09-10 Voith Turbo Gmbh & Co. Kg Hydrodynamisch-mechanisches verbundgetriebe
CA2322883C (en) * 1998-03-06 2004-08-10 Voith Turbo Gmbh & Co., Kg Hydrodynamic-mechanical multi-speed compound transmission, especially a six-speed torque-converter transmission

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1605988B1 (de) * 1966-11-15 1969-11-06 Gen Motors Corp Hydrodynamisch-mechanisches Stufenwechselgetriebe fuer Fahrzeuge,insbesondere Kraftfahrzeuge
DE3604393A1 (de) * 1985-02-12 1986-08-14 Kabushiki Kaisha Daikin Seisakusho, Neyagawa, Osaka Automatikgetriebe
DE3604393C2 (de) 1985-02-12 1992-03-26 Kabushiki Kaisha Daikin Seisakusho, Neyagawa, Osaka, Jp
GB2292428A (en) * 1994-08-18 1996-02-21 Hyundai Motor Co Ltd Power train of an automatic transmission for a vehicle
JPH0979346A (ja) 1995-09-12 1997-03-25 Exedy Corp 自動変速装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
PATENT ABSTRACTS OF JAPAN vol. 1997, no. 07 31 July 1997 (1997-07-31) *

Also Published As

Publication number Publication date
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ATE309491T1 (de) 2005-11-15
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